經濟型數控機床的改造設計和實現 機械制造及其自動化專業(yè)

目錄TOC\o"1-3"\h\u目錄 11緒論 71.1課題背景 71.2機床改造的內容及意義 81.2.1研究意義 81.2.2主要研究內容及技術路線 81.3機床的經濟型數控化改造主要解決的問題 92數控系統的選擇 103機械部分的改造 123.1滾珠絲杠的選擇 133.1.1滾珠絲杠副的特點 143.1.2.縱向滾珠絲杠螺母副的型號選擇與校核步驟 153.1.3．橫向滾珠絲杠螺母副的型號選擇與校核步驟 183.2減速器箱體的設計 193.2.1．軸的計算：（縱向輸入軸） 203.2.2．減速器箱體尺寸 213.3軸承的選擇 253.3.1．選型 253.3.2校核 263.4軸承蓋的設計 263.4.1悶蓋 263.4.2通蓋 273.5絲軸承的選型與校核 283.5.1滾珠絲杠用軸承的選型 283.5.2校核 284.1縱向步進電機的選擇 324.1.1確定系統的脈沖當量 324.1.2步距角的選擇 324.1.3矩頻特性： 334.1.4據步進電機的矩頻特性計算加減速時間校核的快速性 374.2橫向步進電機的選擇 374.2.1步距角的確定 374.2.2距頻特性 385自動回轉刀架設計 415.1刀架的工作原理 415.2蝸桿及蝸輪的選用與校核 425.2.1選擇傳動的類型 425.2.2選擇材料和確定許用應力 435.2.3按接觸強度確定主要參數 435.2.4蝸桿和蝸輪主要幾何尺寸計算 445.3蝸桿軸的設計 455.3.1蝸桿軸的材料選擇，確定許用應力 455.3.2按扭轉強度初步估算軸的最小直徑 455.3.3確定各軸段的直徑和長度 455.3.4蝸桿軸的校核 465.3.5鍵的選取與校核 505.4蝸輪軸的設計 515.4.1蝸輪軸材料的選擇，確定需用應力 515.4.2按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 515.4.3確定各軸段的直徑和長度 515.5中心軸的設計 525.5.1中軸的材料選擇,確定許用應力 525.5.2確定各軸段的直徑和長度 525.5.3軸的校核 535.6齒盤的設計 545.6.1齒盤的材料選擇和精度等級 545.6.2確定齒盤參數 545.6.3按接觸疲勞強度進行計算 555.7刀架體設計 576初始化程序的設計 586.1數控車床控制程序舉例 586.1.1第一象限直線插補參考程序 587結論 61參考文獻 62致謝 631緒論1.1課題背景1946年誕生了世界上第一臺電子計算機，這表明人類創(chuàng)造了可增強和部分代替腦力勞動的工具。它與人類在農業(yè)、工業(yè)社會中創(chuàng)造的那些只是增強體力勞動的工具相比，起了質的飛躍，為人類進入信息社會奠定了基礎。6年后，即在1952年，計算機技術應用到了機床上，在美國誕生了第一臺數控機床。我國目前機床總量380余萬臺，而其中數控機床總數只有11.34萬臺，即我國機床數控化率不到3％。近10年來，我國數控機床年產量約為0.6～0.8萬臺，年產值約為18億元。機床的年產量數控化率為6％。我國機床役齡10年以上的占60％以上；10年以下的機床中，自動/半自動機床不到20％，FMC/FMS等自動化生產線更屈指可數（美國和日本自動和半自動機床占60％以上）?？梢娢覀兊拇蠖鄶抵圃煨袠I(yè)和企業(yè)的生產、加工裝備絕大數是傳統的機床，而且半數以上是役齡在10年以上的舊機床。用這種裝備加工出來的產品普遍存在質量差、品種少、檔次低、成本高、供貨期長，從而在國際、國內市場上缺乏競爭力，直接影響一個企業(yè)的產品、市場、效益，影響企業(yè)的生存和發(fā)展。所以必須大力提高機床的數控化率。在美國、日本和德國等發(fā)達國家，它們的機床改造作為新的經濟增長行業(yè)，生意盎然，正處在黃金時代。由于機床以及技術的不斷進步，機床改造是個"永恒"的課題。我國的機床改造業(yè)，也從老的行業(yè)進入到以數控技術為主的新的行業(yè)。在美國、日本、德國，用數控技術改造機床和生產線具有廣闊的市場，已形成了機床和生產線數控改造的新的行業(yè)。在美國，機床改造業(yè)稱為機床再生（Remanufacturing）業(yè)。從事再生業(yè)的著名公司有：Bertsche工程公司、ayton機床公司、Devlieg-Bullavd（得寶）服務集團、US設備公司等。美國得寶公司已在中國開辦公司。在日本，機床改造業(yè)稱為機床改裝（Retrofitting）業(yè)。從事改裝業(yè)的著名公司有：大隈工程集團、崗三機械公司、千代田工機公司、野崎工程公司、濱田工程公司、山本工程公司等。1.2機床改造的內容及意義1.2.1研究意義企業(yè)要在當前市場需求多變，競爭激烈的環(huán)境中生存和發(fā)展就需要迅速地更新和開發(fā)出新產品，以最低價格、最好的質量、最短的時間去滿足市場需求的不斷變化。而普通機床已不適應多品種、小批量生產要求，數控機床則綜合了數控技術、微電子技術、自動檢測技術等先進技術，最適宜加工小批量、高精度、形狀復雜、生產周期要求短的零件。當變更加工對象時只需要換零件加工程序，無需對機床作任何調整，因此能很好地滿足產品頻繁變化的加工要求。普通車床經過多次大修后，其零部件相互連接尺寸變化較大，主要傳動零件幾經更換和調整，故障率仍然較高，采用傳統的修理方案很難達到大修驗收標準，而且費用較高。因此合理選擇數控系統是改造得以成功的主要環(huán)節(jié)。數控機床在機械加工行業(yè)中的應用越來越廣泛。數控機床的發(fā)展，一方面是全功能、高性能；另一方面是簡單實用的經濟型數控機床，具有自動加工的基本功能，操作維修方便。經濟型數控系統通常用的是開環(huán)步進控制系統，功率步進電機為驅動元件，無檢測反饋機構，系統的定位精度一般可達±0.01至0.02mm，已能滿足CW6140車床改造后加工零件的精度要求。1.2.2主要研究內容及技術路線(1)縱向和橫向滾珠絲杠的選型及校核。(2)縱向和橫向步進電機的選擇。(3)主軸交流伺服電機的選擇與校核。(4)其他元件的選擇。1.3機床的經濟型數控化改造主要解決的問題(1)恢復原功能，對機床、生產線存在的故障部分進行診斷并恢復。(2)NC化，在普通機床上加數顯裝置，或加數控系統，改造成NC機床、CNC機床。(3)翻新，為提高精度、效率和自動化程度，對機械、電氣部分進行翻新，對機械部分重新裝配加工，恢復原精度；對其不滿足生產要求的CNC系統以最新CNC進行更新。(4)技術更新或技術創(chuàng)新，為提高性能或檔次，或為了使用新工藝、新技術，在原有基礎上進行較大規(guī)模的技術更新或技術創(chuàng)新，較大幅度地提高水平和檔次的更新改造。2數控系統的選擇數控系統主要有三種類型，改造時，應根據具體情況進行選擇。2.1步進電機拖動的開環(huán)系統系統的伺服驅動裝置主要是步進電機、功率步進電機、電液脈沖馬達等。由數控系統送出的進給指令脈沖，經驅動電路控制和功率放大后，使步進電機轉動，通過齒輪副與滾珠絲杠副驅動執(zhí)行部件。只要控制指令脈沖的數量、頻率以及通電順序，便可控制執(zhí)行部件運動的位移量、速度和運動方向。這種系統不需要將所測得的實際位置和速度反饋到輸入端，故稱該之為開環(huán)系統，該系統的位移精度主要決定于步進電機的角位移精度，齒輪絲杠等傳動元件的節(jié)距精度，所以系統的位移精度較低。該系統結構簡單，調試維修方便，工作可靠，成本低，易改裝成功。2.2異步電動機或直流電機拖動，光柵測量反饋的閉環(huán)數控系統該系統與開環(huán)系統的區(qū)別是：由光柵、感應同步器等位置檢測裝置測得的實際位置反饋信號，隨時與給定值進行比較，將兩者的差值放大和變換，驅動執(zhí)行機構，以給定的速度向著消除偏差的方向運動，直到給定位置與反饋的實際位置的差值等于零為止。閉環(huán)進給系統在結構上比開環(huán)進給系統復雜，成本也高，對環(huán)境室溫要求嚴。設計和調試都比開環(huán)系統難。但是可以獲得比開環(huán)進給系統更高的精度，更快的速度，驅動功率更大的特性指標?？筛鶕a品技術要求，決定是否采用這種系統。2.3交/直流伺服電機拖動，編碼器反饋的半閉環(huán)數控系統半閉環(huán)系統檢測元件安裝在中間傳動件上，間接測量執(zhí)行部件的位置。它只能補償系統環(huán)路內部部分元件的誤差，因此，它的精度比閉環(huán)系統的精度低，但是它的結構與調試都較閉環(huán)系統簡單。在將角位移檢測元件與速度檢測元件和伺服電機作成一個整體時則無需考慮位置檢測裝置的安裝問題。當前生產數控系統的公司廠家比較多，國外著名公司的如德國SIEMENS公司、日本FANUC公司；國內公司如中國珠峰公司、北京航天機床數控系統集團公司、華中數控公司和沈陽高檔數控國家工程研究中心。選擇數控系統時主要是根據數控改造后機床要達到的各種精度、驅動電機的功率和用戶的要求,所以依據改造的具體要求選用上海通用數控公司KT400-T經濟型車床數控系統和KT300步進驅動裝置.3機械部分的改造為了充分發(fā)揮數控系統的技術性能，保證改造后的車床在系統控制下重復定位精度，微機進給無爬行，使用壽命長、外型美觀，機械部分作了如下改動。(1)床身為了使改造后的機床有較高的開動率和精度保持性，除盡可能地減少電器和機械故障的同時，應充分考慮機床零件、部件的耐磨性，尤其是機床導軌的耐磨性。增加耐磨性的方法有1，增加導軌的表面強度如：淬火；2，降低摩擦系數μ等。當前國內外數控機床的床身等大件多采用普通鑄鐵。而導軌則采用淬硬的合金鋼材料，其耐磨性比普通鑄鐵導軌高5至10倍。據此，在改造中利用舊床身，采用淬火制成導軌，貼塑用螺釘和粘劑固定在鑄鐵床身上。粘接前的導軌工作表面采用磨削加工，表面粗糙度Ra0.8mm，以提高粘接強度。(2)主軸變速箱選用數控系統,主運動方式和傳統機床一樣都要求有十分寬廣的變速范圍（1～16）來保證加工時選擇合理的切速，從而獲得較高的生產率和表面質量,所以要根據具體情況對主軸邊速箱進行改造。(3)拖板拖板是數控系統直接控制的對象，不論是點位控制還是連續(xù)控制，對被加工零件的最后坐標精度將受拖板運動精度、靈敏度和穩(wěn)定性的影響。對于應用步進電機作拖動元件的開環(huán)系統尤其是這樣。因為數控系統發(fā)出的指令僅使拖板運動而沒有位置檢測和信號反饋，故實際移動值和系統指令值如果有差別就會造成加工誤差。因此，除了拖板及其配件精度要求較高外，還應采取以下措施來滿足傳動精度和靈敏度要求。①在傳動裝置的布局上采用減速齒輪箱來提高傳動扭矩和傳動精度(分辨率為0.01mm)。傳動比計算公式為：i=θbL0/360δp（3-1）式中：θ為步進電機的步距角(度)；L0為絲杠螺距，mm；δ為脈沖當量，即要求的分辨率，mm。②在齒輪傳動中，為提高正、反傳動精度必須盡可能的消除配對齒輪之間的傳動間隙，其方法有兩種，柔性調整法和剛性調整法。柔性調整法是指調整之后的齒輪側隙可以自動補償的方法，在齒輪的齒厚和齒距有差異的情況下，仍可始終保持無側隙嚙合。但將影響其傳動平穩(wěn)性，而且這種調整法的結構比較復雜，傳動剛度低。剛性調整法是指調整之后齒輪側隙不能自動補償的調整方法，它要求嚴格控制齒輪的齒厚及齒距誤差，否則傳動的靈活性將受到影響。但用這種方法調整的齒輪傳動有較好的傳動剛度，而且結構比較簡單。在設備改造中應用的配對齒輪側隙方法是剛性調整法。③采用滾珠絲杠代替原滑動絲杠，提高傳動靈敏性和降低功率、步進電機力矩損失。(4)自動換刀裝置為了滿足在一臺機床上一次裝夾完成多工序加工，可采用自動刀架。自動刀架不但可代替普通車床手動刀架，還可用作數控機床微機控制元件。刀架體積小，重復定位精度高，適用于強力車削并安全可靠。(5)拖板箱采用數控系統控制。拆除原拖板箱，利用此位置安裝新拖板箱，新拖板箱除固定在滾珠絲杠的螺母上。掛輪箱、走刀箱拆除，在此兩個位置分別裝控制螺紋加工的主軸脈沖編碼器和拖板軸向伺服元件功率步進電機及減速箱。使改造后的機床外型美觀、合理。改造后機床的啟動、停機均由數控系統完成，故拆除原機床操縱桿，變向杠、立軸等杠桿零件。3.1滾珠絲杠的選擇3.1.1滾珠絲杠副的特點滾珠絲杠副具有與滾動軸承相似的特征。與滑動絲杠副或液壓缸傳動相比，有以下主要特點：傳動效率高滾珠絲杠的傳動效率可達85%~98%，為滑動絲杠副的2~4倍，由于滾珠絲杠副的傳動效率高，對機械小型化，減少啟動后的顫動和滯后時間以及節(jié)約能源等方面，都具有重要意義。運動平穩(wěn)滾珠絲杠副在工作過程中摩擦阻力小，靈敏度高，而且摩擦系數幾乎與運動速度無關，啟動摩擦力矩與運動時的摩擦力矩的差別很小。所以滾珠絲杠副運動平穩(wěn)，啟動時無顫動，低速時無爬行。傳動可逆性與滑動絲杠副相比，滾動絲杠副突出的特點是具有運動的可逆性。正逆?zhèn)鲃拥男蕩缀蹩筛哌_98%。滾珠絲杠副具有運動的可逆性，但是沒有象滑動絲杠副那樣運動具有自鎖性。因此，在某些機構中，特別是垂直升降機構中使用滾珠絲杠副時，必須設置防止逆轉的裝置?？梢灶A緊通過對螺母施加預緊力能消除滾珠絲杠副的間隙，提高軸向接觸剛度，但摩擦力矩卻增加不大。定位精度和重復定位精度高由于滾珠絲杠副具有傳動效率高，運動平穩(wěn)，可以預緊等特點，所以滾珠絲杠副在工作過程中溫升較小，無爬行。并可消除軸向間隙和對絲杠進行預緊拉伸以補償熱膨脹，能獲得較高的定位精度和重復定位精度。同步性好用幾套相同的滾珠絲杠副同時驅動相同的部件和裝置時，由于反應靈敏，無阻滯，無滑移，其啟動的同時性，運行中的速度和位移等，都具有準確的一致性，這就是所謂同步性好。使用壽命長滾珠絲杠和螺母的材料均為合金鋼，螺紋滾道經過熱處理，并淬硬至HRC58-62,經磨削達到所需的精度和表面粗糙度。實踐證明，滾珠絲杠副的使用壽命比普通滑動絲杠副高5~6倍。使用可靠，潤滑簡單，維修方便與液壓傳動相比，滾珠絲杠副在正常使用條件下故障率低，維修保養(yǎng)也極為方便；通常只需進行一般的潤滑與防塵。在特殊使用場合，如核反應堆中的滾珠絲杠副，可在無潤滑狀態(tài)下正常工作。3.1.2.縱向滾珠絲杠螺母副的型號選擇與校核步驟(1)最大工作載荷計算滾珠絲杠上的工作載荷Fm(N)是指滾珠絲杠副的在驅動工作臺時滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫做進給牽引力。它包括滾珠絲杠的走刀抗力及與移動體重力和作用在導軌上的其他切削分力相關的摩擦力。由于原普通CA6140車床的縱向導軌是三角形導軌，則用公式3-2計算工作載荷的大小。（3-2）1）車削抗力分析車削外圓時的切削抗力有Fx、Fy、Fz，主切削力Fz與切削速度方向一致，垂直向下，是計算車床主軸電機切削功率的主要依據。且深抗力Fy與縱向進給方向垂直，影響加工精度或已加工表面質量。進給抗力Fx與進給方向平行且相反指向，設計或校核進給系統是要用它。縱切外圓時，車床的主切削力Fz可以用下式計算：（3-3）=5360(N)由<<金屬切削原理>>知:Fz:Fx:Fy=1:0.25:0.4(3-4)得Fx=1340(N)Fy=2144(N)因為車刀裝夾在拖板上的刀架內，車刀受到的車削抗力將傳遞到進給拖板和導軌上，車削作業(yè)時作用在進給拖板上的載荷Fl、Fv和Fc與車刀所受到的車削抗力有對應關系，因此，作用在進給拖板上的載荷可以按下式求出：拖板上的進給方向載荷Fl=Fx=1340(N)拖板上的垂直方向載荷Fv=Fz=5360(N)拖板上的橫向載荷Fc=Fy=2144(N)因此，最大工作載荷=1.151340+0.04(5360+909.8)=1790.68(N)對于三角形導軌K=1.15，f′=0.03~0.05,選f′=0.04(因為是貼塑導軌)，G是縱向、橫向溜板箱和刀架的重量，選縱向、橫向溜板箱的重量為75kg,刀架重量為15kg.(2)最大動載荷C的計算滾珠絲杠應根據額定動載荷Ca選用，可用式3-5計算：C=(3-5)L為工作壽命，單位為10r,L=60nt/10;n為絲杠轉速（r/min）,n=;v為最大切削力條件下的進給速度（m/min）,可取最高進給速度的1/2~1/3;L0為絲杠的基本導程，查資料得L。=12mm；fm為運轉狀態(tài)系數，因為此時是有沖擊振動，所以取fm=1.5。V縱向=1.59mm/r1400r/min=2226mm/minn縱向=v縱向1/2/L。=22261/2/12=92.75r/minL=60nt/10=6092.7515000/10=83.5則C==1.51790.68=11740(N)初選滾珠絲桿副的尺寸規(guī)格，相應的額定動載荷Ca不得小于最大動載荷C:因此有Ca>C=11740N.另外假如滾珠絲杠副有可能在靜態(tài)或低速運轉下工作并受載，那么還需考慮其另一種失效形式-滾珠接觸面上的塑性變形。即要考慮滾珠絲杠的額定靜載荷Coa是否充分地超過了滾珠絲杠的工作載荷Fm,一般使Coa/Fm=2~3.初選滾珠絲杠為：外循環(huán)，因為內循環(huán)較外循環(huán)絲杠貴，并且較難安裝?？紤]到簡易經濟改裝，所以采用外循環(huán)。因此初選滾珠絲杠的型號為CD63×8-3.5-E型，主要參數為Dw=4.763mm,L。=8mm,dm=63mm,λ=2o19′，圈數列數3.51(3)縱向滾珠絲杠的校核1)傳動效率計算滾珠絲杠螺母副的傳動效率為η=tgλ/tg(λ+φ)=tg2o19′/tg(2o19′+10′)=92%(3-6)2)剛度驗算滾珠絲杠副的軸向變形將引起導程發(fā)生變化，從而影響其定位精度和運動平穩(wěn)性，滾珠絲杠副的軸向變形包括絲杠的拉壓變形，絲杠與螺母之間滾道的接觸變形，絲杠的扭轉變形引起的縱向變形以及螺母座的變形和滾珠絲杠軸承的軸向接觸變形。1絲杠的拉壓變形量δ1δ1=FmL/EA(3-7)=1790.682280/20.610π(31.5)2=0.0064mm2滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量δ2采用有預緊的方式，因此用公式δ2=0.0013(3-8)==0.0028mm在這里=1/3Fm=1/31790.68=597NZ=πdm/Dw=3.1463/4.763=41.53ZΣ=41.533.51=145.36絲杠的總變形量δ=δ1+δ2=0.0064+0.0028=0.0092mm<0.015mm查表知E級精度絲杠允許的螺距誤差為0.015mm,故所選絲杠合格。3)壓桿穩(wěn)定性驗算滾珠絲杠通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向工作負載過大，將使絲杠失去穩(wěn)定而產生縱向屈曲，即失穩(wěn)。失穩(wěn)時的臨界載荷為Fk=fzπEI/L（3-9）式中：E為絲杠材料彈性模量，對鋼E=20.610Mpa;I為截面慣性矩，對絲杠圓截面I=πd1/64（mm）(d1為絲杠的底徑)；L為絲杠的最大工作長度（mm）;fz為絲杠的支撐方式系數由表3-1查得。表3.1：方式兩端端自由一端固定一端自由兩端固定兩端簡支Fz0.252.04.01.0由=fzπEI/L且fz=2.0，E=20.610Mpa，I=πd1/64,L=2800mm為絲杠的長度由于 I=πd1/64=π(63-5.953)/64=3.1457.047/64=517903mm=23.1420.610517903/(2800)=727959=727959/1857=392>>4所以絲杠很穩(wěn)定。3.1.3．橫向滾珠絲杠螺母副的型號選擇與校核步驟(1)型號選擇1)最大工作載荷計算由于導向為貼塑導軌，則：k=1.4f′=0.05，Fl為工作臺進給方向載荷，Fl=2144N，Fv=5360N，Fc=1340N，G=60kg，t=15000h，最大工作載荷：Fm=kFl+f′(Fv+2Fc+G)=1.42144+0.05(5360+21340+9.875)=3452.6N2)最大動負載的計算v橫=1400r/min0.79mm/r=1106mm/minn橫絲=v橫1/2/L?？v=11061/2/5=110.6r/minL=60nt/10=1106110.615000/10=99.54C=fmFm=99.541.53352.6=23283.8N初選滾珠絲杠型號為:CD50×6-3.5-E其基本參數為Dw=3.969mm，λ=2°11′，L。=6mm，dm=50mm，圈數列數3.51(2)橫向滾珠絲杠的校核1)傳動效率計算η=tgλ/tg(λ+φ)=tg2°11′/tg(2°11′+10′)=93%2)剛度驗算1絲杠的拉壓變形量δ1=±FmL/EA=±3352.6320/20.610π252=±0.0026mm2滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量δ2=0.0013=0.0013=0.0099mm在這里Fyj===1118NZ=dm/Dw=3.1450/3.969=39.56ZΣ=39.563.51=138.48絲杠的總變形量δ=δ1+δ2=0.0026+0.0099=0.0125mm<0.015mm查表知E級精度絲杠允許的螺距誤差為0.015mm,故所選絲杠合格。3.2減速器箱體的設計一般機床數控改造后，經濟型數控車床的脈沖當量是一不可改變的值，為了實現多脈沖當量的任意選擇，我們可在步進電機與滾珠絲杠間加一個減速機構，下面即是對減速機構的設計過程。由任務書中可知縱向和橫向的脈沖當量分別為：縱向0.010.0080.005橫向0.0050.0040.0025為減少減速機構的體積設定中心距A=(z1+z2)m/2=67.5其中m=1.5z1+z2=90(齒)則以橫向脈沖計算為例i=z1/z2=45/45時，則脈沖當量為0.005mmi=z1/z2=40/50時，則脈沖當量為0.004mmi=z1/z2=30/60時，則脈沖當量為0.0025mm因此縱向與橫向的減速機構可以相同，為了降低成本將橫縱減速器結構設置為一樣。3.2.1．軸的計算：（縱向輸入軸）由公式：d≥=A（3-10）可初選軸的直徑由于T=5N.m,由于采用的是45號鋼，正火硬度[]為170-217HBS,扭曲疲勞極限-1=124，軸材料的許用切應力為45MPa則對于縱向輸入軸：D輸=（3-11）==8.2mm在這里，d為軸的直徑(mm),T為軸傳遞的轉矩（N.mm）,[]為軸材料的許用切應力（MPa）,則縱向輸入軸軸徑取18mm,輸出軸軸徑取25mm對于橫向輸入軸：D輸入=（3-12）==12mm橫向輸入軸軸徑可取18mm，輸出軸軸徑可取25mm。綜上可知：縱向與橫向可用一種減速機構。軸材料為45號鋼，精度5級。3.2.2．減速器箱體尺寸a=67.5mm下箱體壁厚=0.025a+3≥8則=8上箱蓋壁厚=0.03a+3≥8則=8地角螺釘數目n由于a≤250mmn=4地角螺釘直徑df=0.036a+12取df=M8齒輪端面與內箱壁最小距離2==8mm3.2.3減速齒輪 第一對齒n45與n45嚙合計算公式為：=1.6d=0.5(D2+D1)L=(1.2~1.5)d一般取l=bC=0.2b但是不小于10R=0.5lN=0.5mnmn為模數。=（2.5~4）mn但是不小于8mm圖3-1齒輪結構圖因此輸入軸齒輪d=18mm=1.6d=28.8mm=67.5-3-7.5=57mm=0.5(57+28.8)=42.9mm=3.75mmda=67.5mmd。=0.25（57-28.8）=7.05mm=1.2d=21.6mmc=0.221.6=4.32mmr=0.5=2.16mmn=0.51.5=0.75為了更好得使輸入軸與輸出軸嚙合且因D1=28.8〉d=18的原因會導致齒輪的剛度下降，采用圖3-2形狀，以下輸出軸與輸入軸均采用這種圖B結構。圖3-2齒輪結構圖則由上列數據可知=21.6mmda=67.5mmd=18mmha=mn=1.5mmhf=1.2mn=1.8mm輸出軸用圖3-2結構則由公式得d=25mm=1.6d=40mm=0.5(57+40)=48.5mm=2.51.5=3.75mmda=67.5mmd。=0.25(57-40)=4.25mm =1.225=30mmc=0.2b30=10mmr=0.5c=5mmn=0.51.5=0.75mm第二對齒n=40與n=50嚙合則輸出齒輪d=25mm=1.5d=40mm=da-2mn-2。=75-21.5-23.75=64.5=0.5(D2+D1)=0.5(64.5+40)=52.25=(2.5-4)=2.51.5=3.75da=Z=1.550=75=1.2d=1.225=30r=0.5c=5c=0.2b=10(不小于10)n=0.51.5=0.75輸入齒輪d=18ha=1.5hf=1.8=1.2d=21.6da=2=1.540=60第三對齒n=30與n=60嚙合時，輸出齒輪d=25D1=1.6d=40Da=Z=601.5=90D2=Da-1.52-2。=90-3-7.5=79.5。=2.51.5=3.75D。=0.5(D2+D1)=0.5(40+79.5)=59.75d。=0.25(D2-D1)=(79.5-40)0.25=9.875=1.2d=1.225=30c=0.2b=0.230=10(不小于10)r=0.5c=5n=0.5mn=0.51.5=0.75輸入齒輪d=18ha=1.5hf=1.8=1.2d=21.6da=Z=1.530=45齒輪精度按：GB10095-886級精度，其適應于高速度下平穩(wěn)回轉并要求有最高效率和低噪音，傳動效率為99%。減速器簡圖圖3-3減速器簡圖3.3軸承的選擇3.3.1．選型深溝球軸承GB276-82圖3-4深溝球軸承（1）減速器輸入端的軸承選擇：d=18mm，則其型號為：，深溝球軸承型號dDB額定動負荷C額定靜負荷C。極限轉速（脂潤滑）1000803182651700N1050N19000r/min（2）減速器輸出端的軸承選擇：d=25mm則其型號為：，深溝球軸承型號dDB額定動負荷C額定靜負荷C。極限轉速（脂潤滑）1000805253772900N2000N15000r/min3.3.2校核由于減速器軸的軸向載荷是經過60度推力軸承才輸入減速器的所以軸向載荷Fa很小徑向載荷基本也是由于安裝方面誤差所導致所以也很小。軸承合乎要求。3.4軸承蓋的設計3.4.1悶蓋計算公式：圖3-5悶蓋D0=D+(2~2.5)d3+2S2（3-13）=+(2.5~3)d3=(0.85~0.9)Dd。=d3+（1~2）D≤100mm時n=4D>100mm時n=6m由結構確定，在這里均取3,d3為螺釘直徑.（1）D=26時的尺寸=n-d3-1則d3=2.5取M4的螺釘=26+2.52.5=32.25=32.25+32.5=39.25=0.9D=0.926=23.4m=3（2）D=37d3=2.5mm取M4的螺釘=37+6.25=43.25mm=43.25+7.5=50.75mm=0.937=33.3mmm=3mm3.4.2通蓋圖3-6通蓋=D+(2~2.5)d3+2S2(有套環(huán))=D。+(2.5~3)d3=(0.85~0.9)Dd。=d3+（1~2）D≤100mm時n=4D>100mm時n=6m由結構確定，在這里均取3mm,d3為螺釘直徑.（1）D=6通蓋尺寸，內加密封圈d3取M4螺釘 =32.5=39.75=23.4d=18m=3（2）D=37通蓋尺寸d3取M4螺釘=43.25=50.75=33.3d=25m=33.5絲軸承的選型與校核3.5.1滾珠絲杠用軸承的選型選用型號7602025TVP的60゜推力角接觸軸承軸徑d=25mm外徑d=52mm寬度B=15mm球徑Dw=6.35mm球數Z=16動載荷Ca=22000N靜載荷Coa=44000N預加載荷500N極限轉速2600r/min3.5.2校核大部分滾動軸承是由于疲勞點蝕而失效的。軸承中任一元件出現疲勞步剝落擴展跡象前院運轉的總轉數或一定轉速下的工作小時數稱為軸承壽命（指的是兩個套圈間的相對轉數或相對轉速）。同樣的一批軸承載相同工作條件下運轉，各軸承的實際壽命大不相同，最高和最低的可能相差數十倍。對一個具體軸承很難預知其確切壽命，但是一批軸承則服從一定的概率分布規(guī)律，用數理統計的方法處理數據可分析計算一定可靠度R或失效概率n下的軸承壽命。實際選擇軸承時常以基本額定壽命為標準。軸承的基本額定壽命是指90%可靠度，常用材料和加工質量，常規(guī)運轉條件下的壽命，以符號L10(r)或L10h(h)表示。不同可靠度，特殊軸承性能和運轉條件時其壽命可對基本額定壽命進行修正，稱為修正額定壽命。標準中規(guī)定將基本額定壽命一百萬轉（10r）時軸承所能承受的恒定載荷取為基本額定動載荷C。也就是說，在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作10r而不發(fā)生點蝕失效，其可靠度為90%?；绢~定動載荷大，軸承抗疲勞的承載能力相應較強。徑向基本額定動載荷Cr對向心軸承（角接觸軸承除外）是指徑向載荷，對角接觸軸承則是指引起軸承套圈間產生相對徑向位移時的載荷徑向分量。對推力軸承，軸向基本額定動載荷Ca是指中心軸向載荷。(1)當量載荷滾動軸承若同時承受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承壽命與實際聯合載荷下軸承的壽命相同。當量動載荷P的計算公式是：P=（3-14）表3.2軸承滾動當量動載荷計算的X,Y值軸承類型Fa/Core單向軸承雙列軸承Fa/Fr≤eFa/Fr>eFa/Fr≤eFa/Fr>eXYXYXYXY角接觸球軸承α=15°0.0150.38100.441.4711.650.722.390.0290.41.401.572.280.0580.431.301.462.110.0870.461.231.3820.120.471.191.341.930.170.501.121.261.820.290.551.021.141.660.440.561.001.121.630.580.561.001.121.63當量動載荷式中Fr為徑向載荷，N；Fa為軸向載荷，N；X，Y分別為徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，可由上表查出。上表中，e是一個判斷系數，它是適用于各種X,Y系數值的Fa/Fr極限值。試驗證明，軸承Fa/Fr≤e或Fa/Fr>e時其X,Y值是不同的。單列向心軸承或角接觸軸承當Fa/Fr≤e時，Y=0,P=Fr,即軸向載荷對當量動載荷的影響可以不計。深溝球軸承和角接觸球軸承的e值隨Fa/Cor的增大而增大。Fa/Cor反映軸向載荷的相對大小，它通過接觸角的變化而影響e值。=0°的圓柱滾子軸承與滾針軸承只能承受徑向力，當量動載荷Pr=Fr;而=90°的推力軸承只能承受軸向力，其當量動載荷Pa=Fa。由于機械工作時常具有振動和沖擊，為此，軸承的當量動載荷應按下式計算：P=fd(XFr+Yfa)沖擊載荷系數fd由表3.3選取表3.3：載荷性質機器舉例fd平穩(wěn)運轉或輕微沖擊電機，水泵，通風機，汽輪機1.0~1.2中等沖擊車輛，機床，起重機，冶金設備，內燃機1.2~1.8強大沖擊破碎機，軋鋼機，振動篩，工程機械，石油鉆機1.8~3.0由于軸承載荷與縱向載荷之比：==0.25<e查表得：X=1,Y=0=1.2則：P=Fr=1.25360=6432N(2)基本額定壽命滾動軸承的壽命隨載荷的增大而降低，壽命與載荷的關系曲線如圖，其曲線方程為：PL10=常數式中：P-當量動載荷，N;L10-基本壽命，常以10r為單位（當壽命為一百轉時，L10=1）;-壽命指數，球軸承=3，滾子軸承=10/3。由手冊查得的基本額定動載荷C是以L10=1，可靠度為90%為依據的。由此可列出當軸承的當量動載荷為P時以轉數為單位的基本額定壽命L10為C1=PL10L10=10r若軸承工作轉速為nr/min,可求出以小時數為單位的基本額定壽命L10h==h應取L10h≥Lh.L’h為軸承的預期壽命。通常參照機器大修期限決定軸承的預期使用壽命。若已知軸承的當量動載荷P和預期使用壽命L’h，則可按下式求得相應的計算額定動載荷C’,它與所選用軸承型號的C值必須滿足下式要求：C≥N(3-13)表3.4滾動軸承預期使用壽命的薦用值使用條件預期使用壽命h不經常使用的儀器和設備短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果，如手動機械，農用機械，裝配吊車，自動送料裝置間斷使用的機械，中斷使用將引起嚴重后果，如發(fā)電站輔助設備，流水作業(yè)的傳動裝置，帶式運輸機，車間吊車每天8小時工作的機械，但經常不是滿載荷使用，如電機，一般齒輪裝置，壓碎機，起重機和一般機械每天8小時工作，滿載荷使用，如機床，木材加工機械，工程機械，印刷機械，分離機，離心機24小時連續(xù)工作的機械，如壓縮機，泵，電機，軋機齒輪裝置，紡織機械24小時連續(xù)工作的機械，中斷使用將引起嚴重后果，如纖維機械，造紙機械，電站主要設備，給排水設備，礦用泵，礦用通風機300~30003000~80008000~1200010000~2500020000~3000040000~50000100000由上表查得為20000小時則額定動載荷C’=N=3P=6432NL’h=20000h則C’=18000NC=22000N>C’此軸承合乎要求另外由于橫向絲杠與縱向絲杠采用同一軸承，且載荷小于縱向，因此同理可驗證其是合理的。 4步進電機的選擇4.1縱向步進電機的選擇4.1.1確定系統的脈沖當量脈沖當量是指一個進給脈沖使機床執(zhí)行部件產生的進給量，它是衡量數控機床加工精度的一個基本技術參數。因此，脈沖當量應根據機床精度的要求來確定，CA6140的定位精度為±0.015mm，因此選用的脈沖當量為0.01mm/脈沖~0.005mm/脈沖。4.1.2步距角的選擇根據步距角初步選步進電機型號，并從步進電機技術參數表中查到步距角θb，三種不同脈沖分配方式對應有兩種步距角。步距角θb及減速比i與脈沖當量δp和絲杠導程L0有關。初選電機型號時應合理選擇θb及i,并滿足：θb≤(δpi360)/L0（4-1）由上式可知：θb≤δpi360/L0=3600.011/10=0.36°初選電機型號為:90BYG5502具體參數如表4.1所示：表4.1：縱向電機步距角相數驅動電壓電流90BYG55020.36550V3A靜轉矩空載起動頻率空載運行頻率轉動慣量重量5N.m2200≥3000040kg.cm4.5kg圖4-1電機簡圖4.1.3矩頻特性：=J=J10(N.cm)由于：nmax=(r/min)則：Mka=J(N.cm)式中：J為傳動系統各部件慣量折算到電機軸上的總等效轉動慣量（kg.cm）;ε為電機最大角加速度（rad/s）;nmax為與運動部件最大快進速度對應的電機最大轉速（r/min）;t為運動部件從靜止啟動加速到最大快進速度所需的時間（s）;vmax為運動部件最大快進速度（mm/min）;δp為脈沖當量（mm/脈沖）；θb為初選步進電機的步距角[（o）步]，對于軸、軸承、齒輪、聯軸器，絲杠等圓柱體的轉動慣量計算公式為J=(kg.cm),對于鋼材，材料密度為7.810(kg.cm),則上式轉化為J=0.78DL10(kg.cm),式中：Mc為圓柱體質量（kg）;D為圓柱體直徑（cm），JD為電動機轉子轉動慣量，可由資料查出。(1)絲杠的轉動慣量JsJs=Js/i，i為絲杠與電機軸之間的總傳動比由于i=1則:Js=0.78DL10=0.78(6.3)17010=208.9(kg.cm)(2)工作臺質量折算工作臺是移動部件，其移動質量慣量折算到滾珠絲杠軸上的轉動量JG:JG=（）M(kg.cm),式中：L。為絲杠導程（cm）;M為工作臺質量（kg）.由于L。=1cm,M=90kg則：JG=（）M=90=2.28(kg.cm)1）一對齒輪傳動小齒輪裝置在電機軸上轉動慣量不用折算，為J1.大齒輪轉動慣量J2折算到電機軸上為=J2()2）兩對齒輪傳動傳動總速比i=i1i2,二級分速比為i1=z2/z1和i2=z4/z3.于是，齒輪1的轉動慣量為J1,齒輪2和3裝在中間軸上，其轉動慣量要分別折算到電機軸上，分別為J2()和J3().齒輪4的轉動慣量要進行二次折算或以總速比折算為：=J4()()（4-2）因此，可以得到這樣的結論：在電機軸上的傳動部件轉動慣量不必折算，在其他軸上的傳動部件轉動慣量折算時除以該軸與電機軸之間的總傳動比平方。由于減速機構為一對齒輪傳動，且第一級i=1,則可分別求出各齒輪與軸的轉動慣量如下：n=45,m=1.5的轉動慣量J45,其分度圓直徑d=451.5=67.5mmS=27mm則:J45=0.786.7510=4.371kg.cmn=40,m=1.5的轉動慣量J40,其分度圓直徑d=401.5=60mmS=27mm則:J40=0.78610=2.73kg.cmn=30,m=1.5的轉動慣量J30,其分度圓直徑d=301.5=45mmS=27mm則:J30=0.784.510=0.964kg.cmn=45,m=1.5的轉動慣量J45,其分度圓直徑d=451.5=67.5mmS=30mm則:J45=0.786.7510=4.9538kg.cmn=50,m=1.5的轉動慣量J50,其分度圓直徑d=501.5=75mmS=30mm則:J50=0.787.510=7.548kg.cmn=60,m=1.5的轉動慣量J60,其分度圓直徑d=601.5=90mmS=30mm則:J60=0.78910=15.66kg.cm兩輸入輸出軸的轉動慣量為:J輸入=0.781.81310=0.106kg.cm;L=130mmJ輸出=0.782.51310=0.396kg.cm;L=130mm查表得：JD=4kg.cm綜上可知：J=JD+Js+JG+J30+J40+J60+J50+2J45（4-3）=252.302kg.cm又由于V=1.461600=2236mm/min則：Mka=252.30210=41.1N.cm(3)力矩的折算：1）Mkf空載摩擦力矩Mkf=（4-4）式中：G為運動部件的總重力（N）；f′為導軌摩擦系數；i為齒輪傳動降速比；η為傳動系統總效率，一般取η=0.7~0.85；L。為滾珠絲杠的基本導程（cm）。由于G=9010=900N,f=0.05,i=1,η=0.85則Mkf==8.4N.cm2）M。附加摩擦力矩MO=(1-η。)（4-5）式中：Fyj為滾珠絲杠預加負載，即預緊力，一般取1/3Fm;Fm為進給牽引力（N）,η。為滾珠絲杠未預緊時的傳動效率，一般取η?！?.9得Fyj=1/3Fm=1/31728.8=576.3N又L。=10mm，η=0.95則M。==96.6N.cm則=++M。=41.1+8.4+96.6=140N.cm由于≤=λ則所選步進電機為五相十拍的經表查得：λ=0.951則=1.67N.m<λ=0.955=4.75N.m所以所選步進電機合乎要求4.1.4據步進電機的矩頻特性計算加減速時間校核的快速性T=(fn-f0)（4-6）式中：T為加減速時間，Jr和Jl分別為轉子，負載的轉動慣量（kg.m）β為電機得步距角（°），Tcp,Tl為電機最大平均轉矩，負載轉矩（N.m）f。,fn為起始加速時，加速終了時的頻率（Hz）由于 Jr=0.410kg.mJl=0.0252kg.mβ=0.36°Tcp=5N.mTl=1.67N.mf0=2200Hzfn=30000Hz則T=(30000-2200)=1.2s<1.5s所以選此步進電機能滿足要求。矩頻特性曲線4.2橫向步進電機的選擇4.2.1步距角的確定θb≤δpi360/L。(4-7）L。=6mm,i=1,δp=0.005θb≤0.3初選電機型號為:110BYG5602橫向電機步距角相數驅動電壓電流110BYG56020.3580V3A靜轉矩空載起動頻率空載運行頻率轉動慣量重量16N.m2500≥3500015kg.cm16kg圖4-2電機簡圖4.2.2距頻特性(1)力矩的折算1)空載摩擦力矩Mkf=Gf′L。/2πηiG=6010=600Nf′=0.05L。=6mmη=0.8==3.5(N.cm)2)附加摩擦力矩M。=(1-η。)(N.cm)Fyj=1/3Fm=1/33433.6=1144.5NL。=6M。==115N.cm(2)轉動慣量的折算1)滾珠絲杠的轉動慣量Js=0.78DL10D=4cmL=26cmJs=0.78DL10=0.78(4)2610=5.19N.cm2)工作臺轉動慣量JG=M（4-8）L。=0.6cmM=60kgJG=M=60=0.54(kg.cm)(3)多脈沖減速裝置的轉動慣量折算Z=30d=mz=1.530=45mmJ=0.78DL10=0.784.51.810=0.58kg.cmZ=40d=mz=1.540=60mmJ=0.78DL10=0.7861.810=1.82kg.cmZ=45d=mz=1.545=67.5mmJ=0.78DL10=0.786.751.810=2.92kg.cmZ=50d=mz=1.550=75mmJ=0.78DL10=0.787.51.810=4.44kg.cmZ=60d=mz=1.560=90mmJ=0.78DL10=0.7891.810=9.2kg.cm又由于J輸入=0.106kg.cmJ輸出=0.396kg.cmJD=15.8kg.cm則J=Js+JG+JJ=58kg.cmMka=J10vmax=0.781600=1248mm/mint=1.5sδp=0.005θb=0.3°Mka=50=7.257N.cmMkq=Mka+Mkf+M0=7.527+3.5+115=125.7N.cm又Mkq≤λMjmax步進電機為五相十拍λ=0.95Mjmax=16N.mMkq=1.257N.m<0.9516=15.2N.m所以此步進電機符合條件(4)上升時間校核t=(fn-f0)Jr=1.5810kg.mJl=5.810kg.mβ=0.3Tcp=16N.mTl=1.257N.mf0=2500Hzfn=35000Hzt=(35000-2500)=0.086s<1.5s合乎要求5自動回轉刀架設計5.1刀架的工作原理回轉刀架的工作原理為機械螺母升降轉位式。工作過程可分為刀架抬起、刀架轉位、刀架定位并壓緊等幾個步驟。圖2.1為螺旋升降式四方刀架，其工作過程如下：刀架抬起當數控系統發(fā)出換刀指令后,通過接口電路使電機正轉,經傳動裝置2、驅動蝸桿蝸輪機構1、蝸輪帶動絲桿螺母機構8逆時針旋轉,此時由于齒盤4、5處于嚙合狀態(tài)，在絲桿螺母機構8轉動時，使上刀架體產生向上的軸向力將齒盤松開并抬起,直至兩定位齒盤4、5脫離嚙合狀態(tài),從而帶動上刀架和齒盤產生“上臺”動作。刀架轉位當圓套9逆時針轉過150°時，齒盤4、5完全脫開，此時銷釘準確進入圓套9中的凹槽中，帶動刀架體轉位。刀架定位當上刀架轉到需要到位后（旋轉90°、180°或270°），數控裝置發(fā)出的換刀指令使霍爾開關10中的某一個選通,當磁性板11與被選通的霍爾開關對齊后,霍爾開關反饋信號使電機反轉,插銷7在彈簧力作用下進入反靠盤6地槽中進行粗定位，上刀架體停止轉動，電機繼續(xù)反轉，使其在該位置落下，通過螺母絲桿機構8使上刀架移到齒盤4、5重新嚙合,實現精確定位。刀架壓緊刀架精確定位后，電機及許反轉，夾緊刀架，當兩齒盤增加到一定夾緊力時，電機由數控裝置停止反轉，防止電機不停反轉而過載毀壞，從而完成一次換刀過程。圖5.1螺旋升降式四方刀架5.2蝸桿及蝸輪的選用與校核5.2.1選擇傳動的類型考慮到傳遞的功率不大，轉速較低，選用2A蝸桿，精度8級，GB10089-885.2.2選擇材料和確定許用應力由《機械基礎》表17-4查得蝸桿選用45鋼，表面淬火，硬度為45～55HRC，蝸輪齒圈用ZCuSn10P1砂模鑄造，為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT150制造。由表17-6查得［e］h=200MPa，［e］f=51MPa5.2.3按接觸強度確定主要參數根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距：(5-1)（1）確定作用在蝸輪上的轉距T2按Z1=2，估取效率η=0.8，則T2=T*η*i=3.5382N.M(5-2)（2）確定載荷系數K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數Kβ=1；由使用系數KA表從而選取KA=1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數KV=1.1；則K=KA*Kβ*KV=1*1.15*1.1=1.265≈1.27(5-3)（3）確定彈性影響系數ZE因選用的鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故（4）確定接觸系數Zρ先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值=0.30，從而可查出Zρ=3.12。（5）確定許用應力[σH]根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，從而可查得蝸輪的基本許用應力[σH]‘=268MPA。因為電動刀架中蝸輪蝸桿的傳動為間隙性的，故初步定位、其壽命系數為KHN=0.92，則[σH]=KHN[σH]‘=0.92×268=246.56≈247MPA(5-4)（6）計算中心距(5-5) 取中心距a=50mm，m=1.25mm，蝸桿分度圓直徑d1=22.4mm，這時=0.448，從而可查得接觸系數=2.72，因為＜Zρ，因此以上計算結果可用。5.2.4蝸桿和蝸輪主要幾何尺寸計算⑴蝸桿分度圓直徑：d1=8mm直徑系數：q=17.92，蝸桿頭數：Z1=1分度圓導程角：γ=3°11′38″蝸桿軸向齒距：PA==3.94mm；(5-6)蝸桿齒頂圓直徑：(5-7)蝸桿齒根圓直徑：（5-8）蝸桿軸向齒厚：=2.512mm(5-9)蝸桿軸向齒距：（5-10）⑵蝸輪蝸輪齒數：Z2=45變位系數Χ=0驗算傳動比：i=/=45/1=45(5-11)蝸輪分度圓直徑：d2=mz2=72mm(5-12)蝸輪喉圓直徑：da2=d2+2ha2=93.5(5-13)蝸輪喉母圓直徑：rg2=a-1/2da2=50-1/293.5=3.25(5-14)蝸輪齒頂圓直徑：（5-15）蝸輪齒根圓直徑：(5-16）蝸輪外圓直徑：當在z=1時，（5-17）5.3蝸桿軸的設計5.3.1蝸桿軸的材料選擇，確定許用應力考慮軸主要傳遞蝸輪的轉矩，為普通用途中小功率減速傳動裝置。選用45號鋼，正火處理，5.3.2按扭轉強度初步估算軸的最小直徑（5-18）扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6抗彎截面系數W=0.1d3取dmin=15.14mm5.3.3確定各軸段的直徑和長度根據各個零件在軸上的定位和裝拆方案確定軸的形狀及直徑和長度。d1=d5同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類型。d5軸上有一個鍵槽，故槽徑增大5%d1=d5=d1′×(1+5%)=15.89mm,圓整d1=d5=17mm所選軸承類型為深溝球軸承，型號為6203，B=12mm，D=40mm，d2起固定作用，定位載荷高度可在（0.07～0.1）d1范圍內，d2=d1+2a=19.38～20.04mm，故d2取20mmd3為蝸桿與蝸輪嚙合部分，故d3=24mmd4=d2=20mm,便于加工和安裝L1為與軸承配合的軸段，查軸承寬度為12mm，端蓋寬度為10mm，則L1=22mmL2尺寸長度與刀架體的設計有關，蝸桿端面到刀架端面距離為65mm，故L2=43mmL3為蝸桿部分長度L3≥（11+0.06z2）m=21.92mm圓整L3取30mmL4取55mm，L5在刀架體部分長度為（12+8）mm，伸出刀架部分通過聯軸器與電動機相連長度為50mm，故L5=70mm兩軸承的中心跨度為128mm，軸的總長為220mm5.3.4蝸桿軸的校核作用在蝸桿軸上的圓周力(5-19)其中d1=28mm則徑向力(5-20)切向力(5-21)圖5.2軸向受力分析(5-22)(5-23)求水平方向上的支承反力圖5.3水平方向支承力(5-25)求水平彎矩,并繪制彎矩圖圖5.4水平彎矩圖求垂直方向的支承反力(5-26)查文獻[9]表2.2—4，，，，其中，，(5-27)圖5.5垂直方向支承反力求垂直方向彎矩，繪制彎矩圖圖5.6垂直彎矩圖求合成彎矩圖，按最不利的情況考慮(5-28)圖5.7合成彎矩圖計算危險軸的直徑(5-29)查文獻[9]表15—1，材料為調質的許用彎曲應力，則所以該軸符合要求。5.3.5鍵的選取與校核考慮到d5=105%×15.14=15.89mm,實際直徑為17mm，所以強度足夠由GB1095-79查得，尺寸b×h=5×5，l=20mm的A型普通平鍵。按公式進行校核，，，。查文獻[9]表6—2，取則(5-30)該鍵符合要求。由普通平鍵標準查得軸槽深t=30mm,轂槽深t1=2.3mm5.4蝸輪軸的設計5.4.1蝸輪軸材料的選擇，確定需用應力考慮到軸主要傳遞蝸輪轉矩，為普通中小功率減速傳動裝置選用45號鋼，正火處理，，［eь］-1=55MPa5.4.2按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑查文獻[9]表15—1，取45號調質剛的許用彎曲應力，則由于軸的平均直徑為34mm，因此該軸安全。5.4.3確定各軸段的直徑和長度根據各個零件在軸上的定位和裝拆方案確定軸的形狀及直徑和長度d1即蝸輪輪芯為68mmd2為蝸輪軸軸徑最小部分取34mmd3軸段與上刀架體有螺紋聯接，牙形選梯形螺紋，根據文獻表8-45取公稱直徑為d3=44mm，螺距P=12mm，H=6.5mm查表8-46得，外螺紋小徑為31mm內、外螺紋中徑為38mm內螺紋大徑為45mm內螺紋小徑為32mm旋合長度取55mmL2尺寸長度為34mm，蝸輪齒寬b2當z1≤3時，b2≤0.75da1=15.6mm取b2=15mm5.5中心軸的設計5.5.1中軸的材料選擇,確定許用應力 考慮到軸主要起定位作用，只承受部分彎矩，為空心軸，因此只需校核軸的剛度即可。選用45號鋼，正火處理，，［eь］-1=55MPa5.5.2確定各軸段的直徑和長度根據各個零件在軸上的定位和裝拆方案確定軸的形狀及直徑和長度d1=15mm,d2與軸承配合，軸承類型為推力球軸承，型號為51203，d=17mm,d1=19,T=12mm,D=35mm所以d2=17mmd3與軸承配合，軸承類型為推力球軸承，型號為51204，d=25mm,d1=27mm,T=15mm,D=47mm圖5.8中心軸受力圖分配各軸段的長度L1=80mm,L2=93mm,L3=20mm5.5.3軸的校核軸橫截面的慣性矩 車床切削力F=2KN,E=210GPa (5-31) (5-32)因此＜［］y＜［y］中心軸滿足剛度條件5.6齒盤的設計5.6.1齒盤的材料選擇和精度等級上下齒盤均選用45號鋼，淬火，180HBS初選7級精度等級5.6.2確定齒盤參數考慮齒盤主要用于精確定位和夾緊，齒形選用三角齒形，上下齒盤由于需相互嚙合，參數可相同當蝸輪軸旋轉150°時，上刀架上升5mm，齒盤的齒高取4mm由 (5-33)得算式4=（2×1+0.25）m標準值ha*=1.0,c*=0.25求出m=1.78mm,取標準值m=2mm故齒盤齒全高h=（2ha*+c*）m=(2×1+0.25)×2=4.5mm取齒盤內圓直徑d為120mm，外圓直徑為140mm齒頂高ha=ha*m=1×2=2m齒根高hf=(ha*+c*)m=2.5mm齒數z=38齒寬b=10mm齒厚齒盤高為5mm5.6.3按接觸疲勞強度進行計算⑴確定有關計算參數和許用應力 (5-35)⑵取載荷系數kt=1.5⑶由文獻表9-12取齒寬系數Фd=1.0⑷由表9-10查得材料的彈性影響系數Ze=189.8，?。?20°，故ZH=2.5⑸查圖9-34取бHlim1=380取бHlim2=380⑹Lh=60×24×1×(8×300×15)N2=5.18×107⑺由圖9-35查得接觸疲勞壽命系數ZN1=1.1，ZN2=1.1⑻計算接觸疲勞需用應力取安全系數SH=1，由式（9-44）得(5-36)按齒根抗彎強度設計由式（9-46）得抗彎強度的設計公式為 (5-37)確定公式內的各參數數值⑴由文獻圖9-37查得，抗彎疲勞強度極限 ⑵由文獻圖9-38查得，抗彎疲勞壽命系數YN1=1.0，YN2=1.0⑶查圖取 ⑷計算抗彎疲勞許用應力，取抗彎疲勞安全系數SF=1.4由式（9-47）得 (5-38)⑸彎曲疲勞強度驗算(5-39)故滿足彎曲疲勞強度要求。5.7刀架體設計刀架體設計首先要考慮刀架體內零件的布置及與刀架體外部零件的關系，應考慮以下問題：(a)滿足強度和剛度要求。因為刀架體的剛度不僅影響傳動零件的正常工作，而且還影響部件的工作精度。(b)結構設計合理。如支點的安排、開孔位置和連接結構的設計等均要有利于提高刀架體的強度和剛度。(c)工藝性好。包括毛坯制造、機械加工及熱處理、裝配調整、安裝固定、吊裝運輸、維護修理等各方面的工藝性。(d)造型好、質量小。刀架體的常用材料有：鑄鐵，多數刀架體的材料為鑄鐵，鑄鐵流動性好，收縮較小，容易獲得形狀和結構復雜的箱體。鑄鐵的阻尼作用強，動態(tài)剛性和機加工性能好，價格適度。加入合金元素還可以提高耐磨性。鑄造鋁合金，用于要求減小質量且載荷不太大的箱體。多數可通過熱處理進行強化，有足夠的強度和較好的塑性。6初始化程序的設計6.1數控車床控制程序舉例6.1.1第一象限直線插補參考程序直線插補可以設計出多種不同的軟件程序。此處僅給出一種參考程序。參考程序如下：ORG2300HMAIN:MOVSP,#60H設置堆棧指針MOVDPTR,#9FF8H8155初始化MOVA,#0DHA口輸出，B口輸入MOVX@DPTR,AC口輸出，控制字為00001101BMOV4AH,#00HMOV49H,#00H偏差單元清零M